Паровые турбины. Газотурбинные установки. Двигатели внутреннего сгорания, страница 20

В многоступенчатых турбинах тепловой перепад разделяется по числу ступеней и в среднем будет близким к величине, определяемой по формуле:

                                                        ,               (1.73)

где H_t, α, Z – теоретический тепловой перепад всей турбины с учетом динамического напора перед турбиной; коэффициент возврата тепла; число ступеней давления.

Тепловой перепад одной ступени:

                                                         ,                (1.74)

где х = u/c₁;

      φ_c – коэффициент потери скорости, который принимают в пределах 0,97 – 0,98.

Если число ступеней z, то можно записать:

                                                .       (1.75)

или так

                                     .                                                                (1.76)

Уравнение (1.76) называют характеристикой Парсонса турбины. Значение y как и КПД турбины зависит прежде всего от отношения u/c₁. Для высокоэкономичных турбин y = 1500 – 1700.

По уравнению (1.76) можно выбрать число ступеней турбины

                                               ,      (1.77)

где U_ср – средний диаметр проточной части турбины.

Приближенно

                                                    ,           (1.78)

где d₁, d_п – диаметры первой и последней ступеней турбины.

В современных активных многоступенчатых турбинах предусматривается первая регулирующая ступень, в которой происходит относительно большое снижение давления пара, т.е использование большого теплопадения. В зависимости от величины этого теплопадения регулирующую ступень выполняют одноступенчатой и с двумя ступенями скорости (диск Кертиса). Выходная скорость после регулирующий ступени не может быть использована и поэтому ее КПД ниже, чем у последующих ступеней давления, однако удобство регулирования турбины при переменной нагрузке восполняет этот недостаток. Кроме того, при большом снижении давления и температуры пара в регулирующей ступени корпус турбины будет находиться в более благоприятных условиях работы и конструкция его упростится.

Процесс расширения пара в многоступенчатой турбине на диаграмме h–S для отдельных групп ступеней давления с достаточной точностью может быть изображен в виде прямых линий, как это показано на рис 1.21 Относительный внутренний КПД для всей турбины выразится отношением использованного теплопадения Н₁ к располагаемому Н₀:

                                                             .                    (1.79)

Численная величина относительного внутреннего КПД многоступенчатой турбины зависит от объемного количества пара, протекающего по ней. При увеличении объема пара высота сопел и лопаток повышается, их скоростные коэффициенты при этом соответственно увеличиваются, а потери тепла пропорционально уменьшаются. Поэтому мощные турбины обычно характеризуются более высоким КПД. Повышение температуры пара увеличивает его удельный объем, и КПД турбины при этом возрастает. Повышение давления пара связано с уменьшением его удельного объема и понижением КПД турбины. Обычно, как это видно из рис. 1.21, для отдельных групп ступеней турбины относительные внутренние КПД различны. При современном состоянии турбостроения значения относительного внутреннего КПД η_0i согласно практическим данным, в среднем составляют для крупных турбин 0,83 – 0,88, для турбин средней мощности 0,7 – 0,8 для турбин маломощных 0,6 – 0,7.

Последняя ступень конденсационной турбины, где пар находится под наиболее низким давлением, пропускает наибольший объем пара. Пропускная способность ступени определяется площадью кольцевого сечения, запитого лопатками, и выходной скоростью пара. При принятой окружной скорости высота лопатки ограничивается прочностью металла, из которого она изготовлена. Скорость пара с₂, чтобы не увеличивать выходных потерь, не должна превышать 120 – 240 м/с.